搅拌机传动装置设计.docx
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搅拌机传动装置设计.docx
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搅拌机传动装置设计
机械设计课程设计
说明书
题目:
搅拌机传动装置设计
指导老师:
学生姓名:
学号:
所属院系:
机械工程学院
专业:
班级:
完成日期:
《机械设计课程设计》任务书
班级:
机械班姓名:
课程设计题目:
搅拌机的传动装置设计
课程设计完成内容:
1.减速器装配图一张(A1图纸);
2.零件工作图二张(A3或A4图纸);
3.设计说明书一份。
发题日期:
2012年12月28日
完成日期:
2013年1月181111日
指导教师:
教研室主任:
一设计题目...............................................................3
二电动机的选择和运动及动力参数计算.......................................4
1.电动机的选择........................................................4
2.分配传动比..........................................................5
3.运动和动力参数计算..................................................5
4电动机的安装及外形尺寸...............................................6
三V带的设计..............................................................7
1.确定计算功率Pca........................................................7
2.选择V带的型号.......................................................7
3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v....................................7
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld........................................7
5.验算小带轮的包角ɑ1....................................................7
6.计算带的根数z........................................................7
7.计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min..................................8
8.计算压轴力...........................................................8
四齿轮的设计及参数计算...................................................9
1.选择齿轮材料及精度等级...............................................9
2.按齿面接触强度设计...................................................9
3.按齿根弯曲强度设计...................................................10
五轴系零件设计计算.......................................................12
1.输入轴的设计计算.....................................................12
2.输出轴的设计计算.....................................................14
3.滚动轴承的选择及寿命校核计算.........................................16
4.键联接的选择及强度校核计算...........................................17
六箱体及附件的结构设计和选择.............................................19
七心得体会...............................................................20
八参考文献...............................................................21
一设计题目
.
1.用于搅拌机的传动装置。
传动装置简图如右图所示。
(1)原始数据
传动装置输出转矩T:
如下表
传动装置输出转速n:
如下表
(2)工作条件
单班制工作,空载启动,单向、连续运转,载荷平稳,工作环境灰尘较大。
(3)使用期限
工作期限为八年。
4生产批量及加工条件小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号;
2)设计减速器;
3)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张;
2)零件工作图二张(大齿轮,输出轴);
3)设计说明书一份。
1
2
3
4
传动装置输出扭矩T/(N.m)
20
25
30
35
传动装置输出转速n/(r/min)
200
220
240
260
4选择第三组数据进行设计。
二电动机的选择和运动及动力参数计算
1.电动机的选择
(1)按工作要求选用Y系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机,电压为380V.
(2)按公式,电动机所需的工作功率为
Pd=Pw/η总
又由传动装置如图2-1所示
按公式,工作机所需的功率为
Pw=Tnw/9550kw
所以得:
Pw=(30x240)/9550kw
Pw
0.75kw
传动装置的总效率为
η总=
η1η22η3η4
查手册确定各部分的效率为:
V带的传动效率η1=0.96,滚动轴承(一对)η2=0.99,闭式齿轮的效率η3=0.97,联轴器的传动效率η4=0.99带入得
η总=0.96×0.992×0.97×0.99≈0.904
则所需电动机的功率为
Pd=0.75÷0.904≈0.830kw
因载荷平稳,电动机额定功率Ped略大于Pd即可Ped。
由第六章,Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率Ped为1.1kw。
(3)电动机型号的选择
通常,V带的传动比常用范围为2~4,一级圆柱齿轮减速器为2~5,所以总传动比i=4~20,故电动机转速的可选范围为
n=inw=(4~20)×240=960-4800r/min
符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min,现以同步转速3000、1500和1000r/min三种方案进行比较。
由第六章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比于表2-1。
表2-1额定功率为1.1kw时电动机
方案
型号
额定功率
同步转速/满载转速nm(r/min)
传动比
1
Y802-2
1.1
3000/2825
11.8
2
Y90S-4
1.1
1500/1400
5.8
3
Y90L-6
1.1
1000/910
3.8
通过上表的数据比较,因为传动比范围为4-20,故方案3不可取。
比较方案1和方案2,方案1总传动比大,传动装置外廓尺寸大,制造成本高,结构不紧凑,故不可取。
先选用方案2,即选定电动机的型号为Y90S-4。
2.分配传动比
(1)总传动比
i=nm/nw=1400/240≈5.83
(2)分配传动装置各级传动比取V带的传动比i1=2,则单级圆柱齿轮的传动比i2为
i2=5.83/2≈2.92
3.运动和动力参数计算
0轴(电动机轴):
P01´=Pd=0.83kw
n0=nm=1400r/min
T0=9550(P0/n0)=5.66N.m
1轴:
P1=P01η1=0.83×0.96≈0.80kw
n1=n0/i1=1400/2=700r/min
T1=9550(P1/n1)=10.9N.m
2轴:
P2=P1η2η3=0.80×0.99×0.97≈0.77kw
n2=n1/i2=700÷2.92≈240r/min
T2=9550(P2/n2)=30.64N.m
1-2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。
如表2-2
表2-2各轴运动和动力参数
轴名
输入功率
输出功率
输入转矩
输出转矩
转速
传动比
0轴
0.83kw
5.66N.m
1400r/min
1轴
0.80kw
0.79kw
10.90N.m
10.80N.m
700r/min
2
2轴
0.77kw
0.76kw
30.64N.m
30.33N.m
240r/min
2.92
4.电动机的安装及外形尺寸
如图2-2
各尺寸大小如表2-3所示:
表2-3电动机的安装及外形尺寸(单位:
mm)
D
E
F
G
M
N
P
R
S
T
AC
AD
HE
L
24
50
8
20
165
130
200
0
12
3.5
175
155
195
310
三V带的设计
1.确定计算功率Pca
由设计手册查得工作情况系数KA=1.0,故
Pca=KAPd=0.83×1.0=0.83kw
2.选择V带的型号
根据Pca、n0由图8-10选用Z型。
3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v
(1)初选小带轮的基准直径dd1。
由设计手册,取小带轮的基准直径dd1=71mm。
(2)验算带速v。
按公式有
v=πdd1n0/(60×1000)≈5.20m/s
因为带速的范围为5m/~s25m/s,故带速合适。
(3)计算大带轮的基准直径,根据公式,大带轮的基准直径dd2
dd2=i1dd1=2×71=142mm
根据手册,圆整为dd2=140mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
(1)根据公式0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2),初定中心距a0=280mm。
(2)由公式计算所需的基准长度
Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/(4a0)
带入数据得:
Ld0≈895mm
由设计手册选带的基准长度Ld=900mm
(3)按公计算实际中心距a。
a=a0+(Ld-Ld0)/2=282.5≈283mm
中心距的变化范围为270mm~310mm。
5.验算小带轮的包角ɑ1
ɑ1≈180°-(dd2-dd1)×(57.3°/a)≈167°≥90°
6.计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=71mm和n0=1400r/min,查设计手册得P0=0.30kw。
根据n0=1400r/min,i1=2和Z型带,查设计手册得△P0=0.03kw。
查设计手册得Kɑ=0.965,查设计手册得KL=1.03,于是
Pr=(P0+△P0)KɑKL=(0.30+0.03)×0.965×1.03≈0.328kw
(2)计算带的根数z
z=Pca/Pr=0.83/0.328≈2.53
取Z=3根。
7.计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min
由设计手册得Z型带的单位质量q=0.06㎏/m,所以
(F0)min=500(2.5-Kɑ)Pca/(Kɑzv)+qv²=44N
应使带的初拉力F0≥(F0)min。
8.计算压轴力
(Fp)min=2z(F0)minsin(ɑ1/2)=262N
带的相关参数如下表所示
表3-1
型号
dd1
dd2
a
z
(Fp)min
Ld
Z
71㎜
140㎜
283㎜
3
262N
900mm
四齿轮的设计及参数计算
1.选择齿轮材料及精度等级
(1)传动方案为单级齿轮传动,功率小,所以选择圆柱直齿轮。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;由于速度不高,故选用7级精度。
(2)选小齿轮齿数为z1=22,大齿轮齿数为z2=2.92×22=64.24,取z2=6
2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算,即
由d1≥t2.32(kT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
(1)确定公式内各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.2。
2)计算小齿轮传递的转矩。
T1=(95.5×105P1)/n1=1.09×104N.㎜
3)由设计手册选取齿宽系数φd=1。
4)由设计手册查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½。
5)由设计手册按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa。
6)由公式计算应力循环次数。
假设每年工作300天
N1=60n1jLh=60×700×1×8×300×8=8.06×108
N2=N1/2.92=2.76×108
7)由设计手册取接触疲劳寿命系数KHN1=0.94;KHN2=0.99。
8)计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,由公式得
[σH]1=KHN1σlim1/S=0.94×600=564Mpa
[σH]2KHN2σlim2/S=0.99×550=544.5Mpa
(2)计算
1)试算小齿轮的分度圆直径,带入[σH]中较小的值,K=Kt=1.2。
得
d1t≈29.867㎜
2)计算圆周速度V0
V0=πd1tn1/(60×1000)≈1.09m/s
3)计算齿宽b
b=φdd1t=1×29.867=29.867㎜
4)计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=1.36㎜
齿高h=2.25mt=3.05㎜
则
b/h≈9.79
5)计算载荷系数
由V0=1.09m/s,7级精度,由设计手册查得动载荷系数KV=1.08;
直齿轮,KHɑ=KFɑ=1;
由手册查得使用系数KA=1;小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.417。
由b/h≈9.79,KHβ=1.417,查设计手册的KFβ=1.33;故载荷系数
K=KAKVKHɑKHβ=1×1.08×1×1.417=1.530
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为:
d1=d1t(K/Kt)1/3=32.39㎜
则模数为m=d1/z1=1.47㎜
3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度公式为
m≥[(2KT1/φdz12)(YFɑYSɑ/[σF])]1/3
(1)确定公式内各计算数值
1)由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σEF1=500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σEF2=380Mpa;
2)由设计手册取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91,KFN2=0.99;
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,有
[σF]1=KFN1σEF1/S=325Mpa
[σF]2=KFN1σEF2/S=268.71Mpa
4)计算载荷系数K。
K=KAKVKFɑKFβ=1×1.08×1×1.33≈1.436
5)查设计手册得YFɑ1=2.91YFɑ2=2.30YSɑ1=1.53YSɑ2=1.71
6)计算大、小齿轮的YFɑYSɑ/[σF]并加以比较。
YFɑ1YSɑ1/[σF]=0.013699
YFɑ2YSɑ2/[σF]=0.014636
大齿轮的数值较大。
(2)设计计算
m≥0.98
就近圆整为m=1,但是当m=1时,在设计箱体时,轴承端盖会发生交涉,故在齿数不变的情况下,增大模数,即取m=2。
齿轮的相关参数如下:
分度圆直径d1=mz1=44㎜d2=mz2=128㎜
计算中心距a=(d1+d2)/2=86㎜
计算齿轮宽度B2=44㎜B1=50㎜
齿顶圆直径da1=(z1+2ha*)m=48㎜da2=(z2+2ha*)m=132㎜
齿根圆直径df1=(z1-2ha*-2c*)m=39㎜
df2=(z2-2ha*-2c*)m=123㎜
齿顶高ha1=ha2=ha*m=2㎜
齿根高hf1=hf2=(ha*+c*)m=2.5㎜
齿距p=πm=6.28㎜
齿厚s=πm/2=3.14㎜
基圆直径db1=d1cosɑ=41.4㎜db2=d2cosɑ120.3㎜
注:
ha*为齿顶高系数(=1);c*为顶隙系数(=0.25);ɑ为压力角(=20°)。
五轴系零件设计计算
1.输入轴的设计计算
(1)按扭转强度初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS。
由公式得
d≥A0(P1/n1)1/3
由设计手册查取A0=126,则d=14mm,考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=14×(1+5%)mm≈15
∴选d=15mm
又因为带的根数为3,所以带轮的宽度定为60mm,即此段轴的长度为60mm。
(2)轴的结构设计
1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,因为小齿轮的宽度为50mm,齿轮端面到内壁的距离为16mm。
2)确定轴各段直径和长度
I段:
d1=15mm长度取L1=42mm
∵h=2cc=2.5mm
段:
d2=d1+2h=15+2×2.5×5=25mm
∴d2=25mm
初选用6005型深沟角球轴承,其内径为25mm宽度为12mm。
内壁至外壁凸台的距离,考虑轴承的宽度和凸缘式端盖参数,以及端盖至带轮的距离,
所以取
段的L=44mm。
内壁到齿轮端面的距离
段长度为16mm,且齿轮端面到内壁的
段直径d3=32mm。
由于小齿轮为齿轮轴,所以轴径不需再确定,IV长度即为齿轮的宽度。
V段长度和轴径同
段。
VI段与轴承搭配,所以轴径为25mm,长度取26mm。
如图5-1
3)按弯矩复合强度计算
分度圆直径:
d1=44mm
转矩:
T1=10900N·mm
圆周力:
Ft
根据公式得
Ft=2T1/d1=10900/44=247.727N
径向力Fr
根据公式式得
Fr=Ft·tanα=247.727×tan200=90.165N
因为该轴两轴承对称,所以:
LB=LC=47mm,带轮至轴承的距离为LA=76mm。
又因为带轮对轴有一个压轴力(Fp)min=262N
绘制轴受力简图(如图a)
绘制水平面弯矩图(如图b)
绘制垂直面弯矩图(如图c)
绘制弯矩合成图(如图d)
绘制扭矩图(如图e)
轴承支反力:
FBx=Fr/2+(Fp)min(94/170)=189.95N
FCx=Fr/2+(Fp)min(76/170)=162.21N
FBY=FCY=Ft/2=123.86N
由上图可知MH=FBYL2=FCYL3=123.86×47=5821.42N.mm
MV1=FBxL1=189.95×76=14436.2N.mm
MV2=FCxL3=162.21×47=7623.87N.mm
又由合成弯矩公式得
M=(MH2+MV22)½
M=9592.31N.mm 所以危险截面为B截面。 又因为弯扭合成强度公式为 Mec=[M2+(αT)2]1/2/w≤[σ-1] 查设计手册的α=1,[σ-1]=60Mpa,w≈0.1d23 带入数据得Mec=11.58≤[σ-1]=60Mpa 所以轴强度足够。 2、输出轴的设计计算 (1)按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)有公式得 d≥A0(P2/n2)1/3 由设计手册查取A0=103,则d=15mm,考虑有键槽,将直径增大5%,则 取d=16mm (2)轴的结构设计 1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮右面用轴肩定位,左面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,右轴承从右面装入,齿轮套筒,左轴承和皮带轮依次从左面装入。 2)确定轴的各段直径和长度 初选6005型角接球轴承,其内径为25mm,宽度为12mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为18mm,则该段长18mm。 与齿轮相连的轴径为30mm,长度为44mm。 如图5-3 3)按弯扭复合强度计算 分度圆直径: 已知d2=128mm 转矩: 已知T3=30.33N·m 圆周力Ft: 根据公式得 Ft=2T2/d2=2×30.33×103/128=473.90N 径向力Fr根据公式得 Fr=Ft·tanα=473.90×tan20°=172.48N ∵两轴承对称 ∴L2=L3=47mm 4)支反力FBX、FBY、FCX、FCY FBX=FCX=Fr/2=172.48/2=86.24N FBY=FCY=Ft/2=473.90/2=236.50N 5)由两边对称,齿轮截面截的弯矩也对称 齿轮截面在垂直面弯矩为 MH=FBXL2=FCXL3=86.24×47=4053.28N.mm 齿轮截面在水平面弯矩为 MV=FBYL2=FCYL3=236.50×47=11115.5N.mm 则合成弯矩M M=(MH2+MV2)1/2=11831.46N.mm 6)计算当量弯矩: 根据设计手册得α=1,w≈0.1d3 Mec=[M2+(αT)2]1/2/w≤[σ-1] Mec=12.15Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够。 3滚动轴承的选择及寿命校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 8×300×8=19200小时 (1)计算输入轴轴承 1
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